Проектирование одноступенчатого редуктора (стр. 1 из 4)
Содержание:
Введение
1. Кинематический расчет передачи, выбор электродвигателя
2. Расчет цилиндрической передачи
2.1 Выбор числа витков (заходов) червяка
2.2 Определение числа зубьев червячного колеса
2.3 Определение приближённого значения скорости скольжения
2.4 Выбор материалов и допускаемых напряжений
2.4.1 Материал червячной пары
2.4.2 Допускаемые напряжения
2.4.2.1 Допускаемые контактные напряжения
2.4.2.2 Допускаемые напряжения изгиба
2.5 Выбор коэффициента диаметра червяка
2.6 Определение межосевого расстояния
2.7 Определение модуля зацепления
2.8 Определение коэффициента смещения инструмента
2.9 Определение действительной скорости скольжения
2.10 Определение коэффициента полезного действия червячной
пары
2.11Проверочные расчёты червячной пары
2.11.1 Проверка на контактную прочность
2.11.2 Проверка на изгибную прочность
2.12 Определение основных геометрических параметров червячной передачи
2.13 Определение сил в зацеплении
2.14 Тепловой расчёт червячной передачи
3. Расчет валов.
3.1 Ориентировочный расчет валов
3.2 Расчет основных размеров корпуса редуктора
3.3 Эскизная компоновка
3.4 Уточненный расчет наиболее нагруженного вала по опасному сечению
3.5 Подбор и проверочный расчет шпонок
3.6 Проектный расчет валов
4. Подбор подшипников
5. Подбор муфт
6. Выбор смазочного материала для зубчатой передачи и подшипников
7. Требования по технике безопасности
Список использованных источников
Введение
Редуктор - узел машины, состоящий из одной или нескольких передач, заключенных в жесткий корпус.
Проектируемый одноступенчатый редуктор состоит из следующих частей:
1. корпус (литой чугунный или сварной стальной);
2. крышка корпуса;
3. зубчатая пара (в масляной ванне);
4. быстроходный (ведущий) и тихоходный (ведомый) валы;
5. подшипники качения;
6. крышки подшипников качения;
7. шпонки;
8. распорные втулки;
9. масло отражательные кольца;
10. крепежные детали;
11. смотровой люк;
12. пробка - отдушина;
13. масломерное устройство (щуп);
14. маслосливная пробка;
15.рым-болт;
Быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя с помощью муфты и передает крутящий момент через зубчатую передачу рабочему органу конвейера (ведущему барабану), соединенному с тихоходным валом муфтой.
Зубчатые редукторы имеют более высокий КПД по сравнению с другими типами передаточных механизмов, но дороже в изготовлении.
Они служат для уменьшения угловой скорости вращения ω и увеличения крутящего момента Т на величину передаточного отношения.
Редуктор применяется в грузоподъемных механизмах, ленточных и цепных транспортерах, транспортерах механического передвижения башенных кранов, коробках переменных передач в автомобилях и тракторах.
1. Кинематический расчет передачи, выбор электродвигателя
1.1 Определяем КПД проектируемого редуктора:
Общий КПД редуктора равен произведению КПД последовательно соединенных подвижных звеньев, а именно: муфты, 2 пар подшипников качения и зубчатой передачи.
ηпр = ηм. * ηпер * η2пк (1.1)
где - hп.к. КПД подшипников качения на одном валу.
hпер. -КПД передачи.
hм - КПД муфты.
hм = 0,98, hпер.= 0,97; hп.к. = 0,993.(стр.4 из [1])
Отсюда получаем: hпр. = 0,93.
1.2 Определяем основные параметры валов:
1) требуемую мощность электродвигателя при соединении муфтой быстроходного вала с валом электродвигателя:
Ртр = 2,3/0,93=2,47 (кВт).
2) мощность на ведущем валу:
P1=P2/ηпер*ηп.к2;
P1=2,3/0,97*0,9932=2,42 (кВт) (1.3)
3) мощность на ведомом валу:
P2=2,3 (кВт)
4) частоту вращения быстроходного вала:
n1=nэ=720 об./мин
5) частоту вращения тихоходного вала:
n2=9,55*ω2;(1.4)
n2 = 9,55*18=171,9 (об/мин).(стр.34 из [1])
6) крутящий момент для шестерни:
Т1 = (2,42/720)*9550 = 32,09 (Н×м).
7) крутящий момент для колеса:
Т2 = (2,3/171,9)*9550 = 127,77 (Н×м).
8) фактическое значение передаточного числа:
u=nэ/n2
u=720/171,9=4,18
По 2 параметрам Р1 и n1 выбираем электродвигатель: реверсивный четырех полюсной асинхронный двигатель трехфазного тока в закрытом исполнении.
Мощность двигателя должна быть больше или равна требуемой мощности двигателя: Рдв > Ртр = 3 кВт
Таким условиям удовлетворяет электродвигатель 4А112МВ8УЗ.
Рдв=3 (кВт); n=720 (об/мин).
2.Расчет зубчатой передачи
2.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термообработки
Выбор материала зубчатых колес обусловливается необходимостью обеспечения достаточной контактной и изгибной прочности зубьев.
Основным материалом для изготовления зубчатых колес силовых передач служит легированная или углеродистая стали.
Стальные зубчатые колеса, как правило, подвергают термообработке: закалке, улучшению, нормализации, регламентирующихся различными температурными режимами и способами охлаждения. В зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев после термообработки зубчатые колеса можно условно разделить на 2 группы:
1.Колеса с твердостью £ 350 НВ (подвергаются нормализации или улучшению).
2.Колеса с твердостью > 350 НВ (закалка, цементация - закалка, азотирование).
Критерий выбора: если мощность двигателя до 5 кВт, то назначают марку стали Ст 45 с твердостью 167 НВ ÷ 350 НВ.
Если твердость рабочих поверхностей зубьев колеса меньше 350 НВ, то в целях выравнивания долговечности зубьев, шестерни и колеса, ускорения их приработки и повышения сопротивляемости заеданию, твердость зубьев шестерни всегда назначается больше твердости зубьев колеса на 20 ÷ 50 НВ.
Для шестерни берем Ст 45 и твердость 250 НВ, для колеса - Ст 45 и твердость 200 НВ. Принимаем значение предела прочности sв = 780 МПа, предела текучести sт = 440 МПа (для шестерни значения 590 и 300 соответственно), (стр.6 из [2])
2.2 Определение допускаемых напряжений
2.2.1 Допускаемое контактное напряжение определяется раздельно для шестерни и колеса по формуле:
Где sн · lim b - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа.
Sн - коэффициент безопасности.
КНL - коэффициент долговечности.
КНL = 1; Sн = 1,1.
sH2 ·lim b = 2×НВ + 70 = 2×250 + 70 = 570 (МПа);
sH2 ·lim b = 2×НВ + 70 = 2×200 + 70 = 470 (МПа). (стр. 7,8 из [2])
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса равны:
[sH1] = (570/1,1)*1 = 518 (МПа);
[sH2] = (470/1,1)*1 = 427 (МПа).
Для шевронной передачи за допускаемое контактное напряжение принимают условное допускаемое напряжение:
[sH] = 0,45*(518 + 427) = 425 (МПа).
2.2.2 Допускаемое напряжение изгиба определяется по формуле:
Где sH · lim b - предел выносливости зубьев при изгибе, МПа.
SF - коэффициент безопасности при изгибе.
КFL - коэффициент долговечности при изгибе.
КFL = 1; SF = 1,75. (стр.8 из [2])
sF1 · lim b = 1,8*250 = 450 (МПа)
sF2 · lim b = 1,8*200 = 360 (МПа). (стр.8 из [2])
[sF1] = 450/1,75 = 257 (МПа)
[sF2] = 360/1,75 = 205 (МПа).
2.3 Предварительный выбор угла наклона зубьев для шевронной передачи
Применяемые в мощных редукторах шевронные зубчатые колеса не передают на подшипники осевые нагрузки, поэтому для них можно принимать β=25…40۫ . Выбираем угол наклона 30۫. (стр.9 из [2])
2.4 Выбор коэффициента ширины зубчатых колес
Значения коэффициента ширины зубчатых колес Ybd выбирают в соответствии с расположением зубчатого колеса относительно опор вала и твердостью рабочих поверхностей зубьев.
Для наших условий (твердость поверхности зубьев меньше 350НВ, симметричное расположение зубчатых колес относительно опор) принимаем значение Ybd = 1,2. (стр.9 из [2])
2.5 Проектировочный расчет зубчатой передачи на контактную выносливость
2.5.1Определяем предварительное значение начального диаметра шестерни по формуле:
где Кd - вспомогательный коэффициент (для шевронной передачи 675 МПа1/3);(стр.10из[2])
КНВ определяется по графику на основании схемы передачи, Ybd и твердости зубьев (равен 1,08).
dw1=675•
2.5.2 Находим нормальный модуль зацепления:
m = 0,0075*(4,18+1)*40=1,5 (мм).
m =1,5 (мм).
Чтобы для изготовления зубчатых колес можно было применить стандартный зуборезный инструмент, значение принятого нормального модуля должно соответствовать ГОСТ 9563-60.(стр. 10 из [2])
Принимать модуль меньше 1,5 нежелательно, т.к. существует опасность разрушения при перегрузках, снижение несущей способности передачи в результате износа.